LibRar.Org.Ua — Бібліотека українських авторефератів


Головна Легка промисловість → Розробка універсальних зубчасто-важільних планетарних механізмів приводу петлетвірних органів основов'язальних машин

механізму по діаграмах переміщення петлетвірних органів машини "Коккет-2"

Петлетвірний орган , мм , мм , град

Пазова голка 2 10 0,43 44 0

Вушкова голка 2 10 0,28 22 0

Движок 2 10 0,71 45 0

Платина 2 10 0,78 47 0


В результаті аналізу одержаних даних встановлена можливість отримання діаграм переміщення чотирьох петлетвірних органів за рахунок зміни тільки двох конструктивних параметрів запропонованого механізму при наявності п'яти, що вказує на забезпечення умови універсалізації механізму. Відхилення отриманих діаграм переміщення від заданих в вузлових точках не перевищує 0,1-0,2 мм (рис.5), що є прийнятним для сучасних ОВМ.

Результати аналітичних досліджень, працездатність, та універсальність розробленого двоступеневого зубчасто-важільного планетарного механізму підтверджені циклом експериментальних досліджень, виконаних на експериментальному стенді. Стенд дозволяє отримувати різноманітні діаграми переміщення робочого органу за рахунок зміни параметрів ,, , двоступеневого зубчасто-важільного планетарного механізму та фіксувати за допомогою тензометричного та фотометричного датчиків відповідно діаграми переміщення робочого органу та кута повороту головного валу (рис.6).

Встановлено, що різниця між результатами аналітичних та експериментальних досліджень лежить в межах 4-5%, це підтверджує достовірність результатів аналітичних досліджень.

Четвертий розділ присвячено аналітичним та експериментальним дослідженням одноступеневого зубчасто-важільного планетарного механізму (рис.2).

Для проведення аналітичних досліджень розроблено розрахункову схему одноступеневого зубчасто-важільного планетарного механізму (рис. 7).

В процесі аналітичних досліджень встановлені наступні умови існування одноступеневого зубчасто-важільного планетарного механізму приводу петлетвірних органів ОВМ:

1. Плечі та кривошипів 3, 4 рівні між собою.

2. Кути повороту та кривошипів 3, 4 рівні між собою.

3. Передаточне відношення зубчастої передачі є цілим числом.

У випадку коли виконані всі умови існування механізму, закон руху точок зубчастого колеса 6 (рис.7) відповідає математичному виразу сателітних кривих (1), а закон руху робочого органу ідентичний закону переміщення (2) робочого органу двоступеневого зубчасто-важільного планетарного механізму. На основі цього зроблено висновки про правомірність використання розробленого алгоритму та комп'ютерної програми оптимізації конструктивних параметрів, запропонованих для двоступеневого зубчасто-важільного планетарного механізму і для одноступеневого зубчасто-важільного планетарного механізму.

В результаті оптимізації конструктивних параметрів універсального одноступеневого зубчасто-важільного планетарного механізму встановлена можливість за рахунок зміни трьох конструктивних параметрів при можливих п'яти (табл. 2), відтворити діаграми переміщень петлетвірних органів перспективної основов'язальної машини, оснащеної крючковою голкою, що вказує на забезпечення умови універсалізації механізму.


Таблиця 2

Результати оптимізації універсального одноступеневого

зубчасто-важільного планетарного механізму

Петлетвірний орган , мм , мм , град

Крючкова голка 2 10 0,17 24 35

2 14 0,4 60 13

Вушковина та прес 2 10 0,45 35 0

2 14 0,605 84 0

Платина 2 14 0,57 26 314


Оцінка результатів оптимізації запропонованого механізму показала, що різниця отриманої і заданої діаграм в характерних точках становить 0,1-0,3 мм (рис.8), що є прийнятним для сучасних ОВМ.

Введення зубчастої передачі в конструкцію механізмів приводу петлетвірних органів значно розширює їх технологічні можливості, але при цьому постає ряд питань про можливість використання зубчасто-важільних механізмів в умовах роботи ОВМ. Одним з цих питань є оцінка точності механізму, адже основов'язальне машинобудування за визначенням проф. Ф.А.Мойсеєнка відноситься до точного і похибки переміщень петлетвірних органів суттєво впливають на якість утворення полотна.

Для визначення похибок переміщення робочого органу розробленого механізму використано диференціальний метод, який дозволяє встановити яким чином впливають на точність відтворення діаграм переміщень помилки конструктивних параметрів механізму, зокрема зубчастої передачі.

На рис. 9 приведена схема до визначення точності одноступеневого зубчасто-важільного планетарного механізму.

Аналіз схеми показав, що похибка переміщення робочого органу 7 виникає через помилки у розмірах: кривошипу - , відстані між віссю обертання шестірні та місцем шарнірного з'єднання з важелем - , кута повороту осі симетрії сателітної кривої - , який пов'язаний з кутом залежністю , кута положення шестірні - , довжини важеля - . Положення ведучої ланки, яке визначається кутом , вважаємо таким, що відповідає заданому.

Вираз для визначення похибки переміщення механізму представлений у вигляді суми частинних похибок, обумовлених первинними помилками, що дає можливість оцінити питому вагу кожної з них:

(6)

де значення кута знаходимо в залежності від .

В процесі дослідження одноступеневого зубчасто-важільного планетарного механізму на точність враховано варіант, коли конструкція знаходиться на стадії проектування і відомості про способи виготовлення деталей відсутні. З цих міркувань розрахунок механізму на точність проведено по допускам на виготовлення . Для цього випадку вірогідна помилка механізму визначається за формулою:


. (7)


Враховуючи формулу (7), вираз для визначення похибки переміщення (6) набуде вигляду:


де - допуски відповідно на параметри .

Встановлена можливість за рахунок кута підвищувати точність механізму, компенсуючи кінематичну похибку зубчастої передачі.

Допуски на лінійні параметри встановлені в залежності від обраного класу точності.

Допуск на зсув кута по фазі в лінійних величинах встановлений як довжина дуги кола, що відповідає допуску на зсув по фазі в кутових величинах.

Похибка переміщення точки В (рис. 7) з'єднання важеля 7 з шестірнею 6 визначена через мінімальне та максимальне значення допуску на кінематичну похибку зубчатої передачі.

Допуск на параметр прийнято = 0, так як він не є суттєвим при визначенні впливу зубчастої передачі на точність всього механізму.

Розрахунок похибки переміщення робочого органу одноступеневого зубчасто-важільного планетарного механізму проводився за умови, що помилки ланок мають гранично допустиму величину, а при складанні найбільш несприятливі варіанти, і тому отримана похибка механізму більше дійсної.

Результати оцінки точності декількох варіантів механізму за мінімальними та максимальними значеннями кінематичної похибки зубчастої передачі представляють мінімальні та максимальні значення